EP3329335B1 - Dämpfung von lastschwingungen ohne zusätzliche messmittel an der lastseite - Google Patents

Dämpfung von lastschwingungen ohne zusätzliche messmittel an der lastseite Download PDF

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EP3329335B1
EP3329335B1 EP16759748.3A EP16759748A EP3329335B1 EP 3329335 B1 EP3329335 B1 EP 3329335B1 EP 16759748 A EP16759748 A EP 16759748A EP 3329335 B1 EP3329335 B1 EP 3329335B1
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EP
European Patent Office
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torque
motor
value
load
actual value
Prior art date
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EP16759748.3A
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English (en)
French (fr)
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EP3329335A1 (de
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Stefan KÜNZEL
Carsten Hamm
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Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
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Filing date
Publication date
Application filed by Siemens AG filed Critical Siemens AG
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Publication of EP3329335B1 publication Critical patent/EP3329335B1/de
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    • G05B—CONTROL OR REGULATING SYSTEMS IN GENERAL; FUNCTIONAL ELEMENTS OF SUCH SYSTEMS; MONITORING OR TESTING ARRANGEMENTS FOR SUCH SYSTEMS OR ELEMENTS
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    • G05B19/02—Programme-control systems electric
    • G05B19/18—Numerical control [NC], i.e. automatically operating machines, in particular machine tools, e.g. in a manufacturing environment, so as to execute positioning, movement or co-ordinated operations by means of programme data in numerical form
    • G05B19/404—Numerical control [NC], i.e. automatically operating machines, in particular machine tools, e.g. in a manufacturing environment, so as to execute positioning, movement or co-ordinated operations by means of programme data in numerical form characterised by control arrangements for compensation, e.g. for backlash, overshoot, tool offset, tool wear, temperature, machine construction errors, load, inertia
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/002—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion characterised by the control method or circuitry
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    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
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    • B62D5/04—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0457—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear characterised by control features of the drive means as such
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    • G05B2219/49—Nc machine tool, till multiple
    • G05B2219/49054—Active damping of tool vibration

Definitions

  • the invention relates to a method and a device, which is particularly suitable for carrying out the method, for damping load oscillations in a load mechanism with a regulated drive, in which a load is mechanically coupled to a motor via a spring element.
  • a load 2 is often moved via a shaft 4 by a controlled drive, consisting of an actuator, for example a converter, and a motor 6.
  • a controlled drive consisting of an actuator, for example a converter, and a motor 6.
  • FIG 1 shown in more detail.
  • FIG 2 illustrated schematically.
  • the load 2 is moved by the motor 6 of a regulated drive via a gear 8. It is irrelevant whether the motor 6 or load 2 is a linear or a rotary movement and whether the gear 8 converts a rotating movement into a linear movement or vice versa, whether a rotating movement is converted into another rotating movement or a linear one Movement can be converted into another linear movement.
  • FIG 3 a block diagram of a control system for a dominant natural frequency is shown in more detail.
  • 10 is a current regulator
  • 12 is a first integrator
  • 14 is a second integrator
  • 16 is a third integrator
  • 18 is a fourth integrator
  • 20 is a subtracter and 22 is an adder.
  • a motor torque setpoint value M soll is fed to the current regulator 10.
  • the subtracter 20 is arranged between the current regulator 10 and the first integrator 12.
  • At the output of this first integrator there is an actual angular velocity value ⁇ Mist or the actual motor speed value, which is fed to the second integrator 14 is.
  • On the output side of this second integrator there is an actual angle value ⁇ Mist or actual engine position value, which is fed to a first input of adder 22.
  • the inverting input of this adder 22 is connected to an output of the fourth integrator, which is connected on the input side to an output of the third integrator 16.
  • An actual load speed value ⁇ List is present at the output of the third integrator, whereas an actual load position value ⁇ List is present at the output of the fourth integrator 18.
  • These two integrators 12 and 14 form a motor mechanism 24, whereas the two integrators 16 and 18 illustrate a load mechanism 26.
  • the motor mechanism 24 and the load mechanism 26 are coupled to one another by means of a shaft 4 or a gear 8. In terms of control engineering, this mechanical coupling is illustrated by a spring component 28, the proportionality factor of which corresponds to the elasticity of the shaft 4 or of the transmission 8.
  • the actual load position value ⁇ List present at the output of the fourth integrator 18 is fed into the adder 22 with negative feedback.
  • the spring torque M F of the spring component 28 is switched to the subtracter 20, at which an actual motor torque value M ist is applied.
  • the spring torque M F is switched to a load torque M L by means of a further adder 29.
  • State controllers are often used in vibratory systems to dampen such load vibrations. These regulators however, are often so complex that they can only be used by academic regulation specialists. Such state controllers therefore seem unsuitable for a broad product solution, especially with regard to simple commissioning. If such an automatic commissioning fails, manual intervention is only possible by specialists.
  • One problem with the commissioning of a state controller is that several feedbacks have to be adjusted at the same time, as the feedbacks influence each other. In principle, you also have this problem when you generate feed-in values for the torque, since a speed controller partially regulates the feed-in again and thus influences it. This could be prevented by setting the engine speed controller slowly, but then you have to live with a slow and less rigid controller. A good disruptive behavior is hardly possible.
  • the "virtual sensor" is often propagated, which is supposed to obtain the missing measured variable with a controlled model of the oscillating route.
  • Another known solution uses a differential speed and differential position feedback on the angular speed setpoint value of the motor 6.
  • a superimposed motor speed controller also supplies an angular speed setpoint value which is added to the differential speed and differential position feedback. This gives a structure that is as complex as that of the classic state controller, which is difficult to set. Since the motor speed controller partially compensates for the feedback values, the setting of the motor speed controller generally has a strong influence on the activation.
  • Active damping of weakly damped natural frequencies by macro actuators can be done, for example, by a method described in the German patent 102 46 093 C1 and is also known under the name APC (Advanced Position Control). In some cases, however, active damping is not possible or only possible with great difficulty.
  • the document also discloses DE 103 40 400 A1 a method for damping low-frequency load oscillations in a controlled drive in which a load is mechanically coupled to a motor.
  • a signal from a speed control loop of the controlled drive becomes a natural frequency signal determined with a natural frequency of at least one low-frequency load oscillation to be damped.
  • this natural frequency signal is amplified as a function of a predetermined degree of damping and this amplified signal is fed back to a predetermined engine speed setpoint value.
  • the object of the present invention is therefore to find a way of damping low-frequency load oscillations in drives with a motor and load which, with good control results, also enables simple commissioning.
  • the object related to the device is achieved by specifying a device for damping load oscillations in a load mechanism with a regulated drive, in which a load is mechanically coupled to a motor via a spring element, with the determination of at least one actual angular velocity value and a motor torque value, in particular an actual motor torque value and a determination of a motor moment of inertia are provided, and then a calculation of a spring torque from the actual angular speed value, the motor inertia torque and the actual motor torque value, and a supply of this spring torque to a damper connection for damping the load oscillations is provided.
  • the device is particularly suitable for carrying out the method according to the invention.
  • the spring torque represents one of two components that lead to load acceleration. This is because the spring torque contains the portion of the load acceleration that leads to the oscillation, while the portion of the load torque is normally independent of the oscillation. As a result, the spring torque can be used for load vibration damping.
  • the only input variables required are the motor torque value, the actual angular velocity value and the motor inertia torque, which are usually known or are available as calculated variables or as measured variables.
  • the invention can isolate the acceleration that triggers the load oscillation. This means that these can be used for damping in the same way as the actual values on the load side. The existing infrastructure for vibration damping can then be used with little additional effort.
  • the motor inertia torque only needs to be determined. This can also e.g. can be done by reading the information in the operating manual, etc., as many motor manufacturers specify the motor inertia.
  • the motor torque value in particular the actual motor torque value, can here either come from the model as an actual value or it can also be a setpoint value. The latter is particularly the case when the controller adjusts quickly enough and the difference does not play a major role. Possibly.
  • the engine speed setpoint can also be used for the actual engine speed value.
  • At least the actual angle value is first determined by a sensor and / or a measuring system, the actual angular velocity value being determined from this.
  • the invention can advantageously be adapted to the previously known methods, for example the APC system for vibration damping, since these work with a sensor / measuring system on the load side. This sensor then obtains the load speed or the load acceleration, which is then fed back to the angular speed setpoint. The invention can then be integrated into the existing infrastructure for vibration damping with little additional effort.
  • a first intermediate value is determined by applying the differentiation of the first order with respect to time to the actual angular velocity value and applying, in particular multiplication, the engine inertia torque.
  • the motor inertia is a constant. Therefore, the first order differentiation with respect to time can be applied to the actual angular velocity value after or before the multiplication by the motor inertia torque.
  • the load mechanics also includes a motor model with a current regulator, which is connected upstream of the regulated drive and from which the motor torque value, in particular the actual motor torque value, is determined.
  • the motor torque value, in particular the actual motor torque value is normally determined from the measured current and the motor model. This can also have been generated with an encoderless motor model, so that not even a motor encoder is absolutely necessary. Of course, less dynamic actual model values can only be used to dampen correspondingly lower frequencies.
  • the motor torque value in particular the actual motor torque value, is preferably used for filtering, in particular for smoothing, i.e. a filter with a smoothing function, for forming a second intermediate value.
  • the spring torque is generated in a smoothed manner, because a smoothing is useful for differentiation in order to remove the noise.
  • the first intermediate value and the second intermediate value are fed to a subtracter for calculating the spring torque.
  • the spring torque is obtained by subtracting the first intermediate value from the second intermediate value.
  • a first intermediate value is preferred by multiplying the differentiated actual angular velocity value by the Motor inertia torque is determined and a second intermediate value is determined by the motor torque value, in particular the actual motor torque value, the first intermediate value and the second intermediate value being fed to a subtractor for calculating the spring torque.
  • the damper connection preferably consists of at least two damper passages.
  • An integral spring torque is supplied to at least one of the two damper passages. This is achieved by multiplying the actual angular velocity value determined by the motor moment of inertia to determine a third intermediate value and then feeding a high-pass filter.
  • the ascertained engine torque value in particular the ascertained actual engine torque value, is integrated without an offset.
  • the third and fourth intermediate values are then fed to a subtracter. The result is now fed to the second damper passage.
  • the spring torque is preferably fed to an APC system as a damper connection. But it can also be fed to any other system for damping.
  • the damper connection is configured by at least one first damping passage to determine at least one damping frequency with a natural frequency for damping at least one load oscillation, in particular by feedback connection to a predetermined angular velocity target value.
  • the first damping passage preferably has at least one first band pass on the input side, to which at least the spring torque is fed. With a band pass, the frequency ranges are selected in which the damping should act in order to avoid repercussions on other frequency ranges, e.g. B. because there are other natural frequencies that can be fanned by the damping. This means that a (further) band pass then filters out the corresponding area. It has shown, that for further natural frequencies it may not be the load acceleration but the load speed that has to be fed back.
  • the position control circuit 42 is superimposed on the speed control circuit 40 and the speed control circuit 40 is superimposed on the motor model with current controller 38.
  • the control loops 38 and 42 are not specified here in detail, since they are not required to understand the invention.
  • this drive control device 30 has a damper connection 44, which is connected on the output side by means of an adder 46 to a provided angular velocity setpoint value ⁇ Lsoll .
  • This angular velocity setpoint value ⁇ Lsoll is available at a non-inverting input and the damper connection 44 is linked on the output side to the inverting input of the adder 46.
  • the output signal Df all of the damper connection 44 is fed back to the angular velocity setpoint value ⁇ Lsoll .
  • the speed control loop 40 has a comparator 48 on the input side and a controller 50 on the output side.
  • This controller 50 is linked on the input side to an output of the comparator 48.
  • This comparator 48 is used to determine a control deviation, here the deviation ⁇ e of an actual angular velocity value ⁇ Mist from a predetermined desired angular velocity value ⁇ Lsoll .
  • a manipulated variable is generated which is such that the control deviation ⁇ e becomes zero.
  • the angular velocity actual value ⁇ manure is then tracked to the angular velocity setpoint value ⁇ Lsoll .
  • a manipulated variable of the regulator 50 is obtained in a speed control loop 40 includes a motor torque value M des, which, for example, a disturbance torque M Z, such as cogging, is switched by an adder 52nd At the output of this adder 52 is thus a modified engine torque -Sollwert M at 'to which is connected by means of a filter 54 to an input of the secondary motor model with current controller 38th
  • the current spring torque M F is now fed to the damper connection 44 on the input side for damping purposes.
  • the spring torque M F ensures the acceleration of the load side.
  • the spring torque M F thus represents one of two components, that for load acceleration d ⁇ Cunning German leads.
  • the spring torque M F contains the portion of the load acceleration that leads to the oscillation, while the load torque portion M L is normally independent of the oscillation. This means that the spring torque M F according to (1) can be used for load vibration damping.
  • the engine torque value in particular the motor torque value M, the angular velocity value ⁇ manure and the motor inertia torque J M necessary, conventionally known, or are present as the calculated sizes, or as measured variables.
  • a sensor or a measuring system measures the actual angle value ⁇ Mist, from which the actual angular velocity value ⁇ Mist is determined.
  • the motor torque value in particular the actual motor torque value M is determined from the motor model with current regulator 38 and from the measured current.
  • the actual angular velocity value ⁇ Mist is also determined from the motor model, but is normally delayed compared to a measured value. But that does not apply to motor torque value, in particular the engine torque value M, the present hardly delayed in sensorless operation.
  • This is a smoothing filter 82; ie fed to a filter with a smoothing function for forming a second intermediate value ZW 2 .
  • all other suitable filters can also be used.
  • the intermediate values ZW 1 and ZW 2 formed are now fed to a subtracter 83. There, the first intermediate value ZW 1 is subtracted from the second intermediate value ZW 2 and the spring torque M F is thus formed. This is now fed to the damper connection 44.
  • the damper connection 44 consists of at least one or more damper passages 56 1 and 56 2 . Here two damper passages 56 1 and 56 2 are shown , which are linked to one another on the output side by means of a further adder 60.
  • the damper passages 56 1 and 56 2 have on the input side a bandpass filter 62 1 or 62 2 , which is followed by a filter 64 1 or 64 2 , and on the output side an amplifier 66 1 or 66 2 , which has an output of the filter on the input side 64 1 or 64 2 is linked.
  • the amplifier 66 1 or 66 2 is also connected to an adjustable factor 68 1 or 68 2 .
  • each amplifier 66 1 and 66 2 there is an output signal Df 1 and Df 2 of the damper passages 56 1 and 56 2 .
  • These output signals Df 1 and Df 2 of the damper passages 56 1 and 56 2 are combined by means of the adder 60 to form the output signal Df all of the damper connection 44.
  • the low-frequency load oscillations occurring in the controlled drive 32 are measured.
  • only two natural frequencies f 1 and f 2 are isolated from the low-frequency load oscillations.
  • a bandpass-filtered signal Df 1_0 or Df 2_0 is present at the output of the bandpass filter 62 1 or 62 2 .
  • at least the natural frequencies f 1 and f 2 of the low-frequency load oscillations that occur are measured here.
  • at least one bandpass filter 62 1 of a damper passage 56 1 of the damper connection 44 is set so that only one natural frequency f 1 of the load oscillation is allowed to pass.
  • this band-pass filter 61 1 At the output of this band-pass filter 61 1 to obtain a bandpassgefilertes signal with the natural frequency f 1.
  • the gain factor K1 is selected accordingly as a function of the natural frequency f 1 and the degree of damping. The same applies to the frequency f 2 . Due to the negative feedback of the output signal Df all of the damper connection 44, the natural frequency f 1 , f 2 of the low-frequency load oscillation is damped.
  • the spring torque M F is generated in a smoothed manner because, for differentiation, smoothing is useful in order to remove the noise.
  • the frequency ranges are selected in which the damping should act in order to avoid repercussions on other frequency ranges, for. B. because there are other natural frequencies that can be fanned by the damping.
  • the invention was -as in FIG 6 described - successfully tested.
  • FIG 5 shows another embodiment.
  • the damper connection 44 is designed with two damper passages 56 1, 2 .
  • the second damper passage 56 2 cannot now be supplied with the spring torque M F calculated as above, but the speed ⁇ M F. This is achieved by multiplying the ascertained actual angular velocity value ⁇ Mist by the motor moment of inertia J M in order to determine a third intermediate value ZW 3 and then feeding it to a high-pass filter 91.
  • the determined motor torque value in particular the determined actual motor torque value M, is integrated without an offset.
  • the third intermediate value ZW 3 and the fourth intermediate value ZW 4 are then fed to a subtracter 93. This is now fed to the second damper passage 44.
  • FIG 6 shows a result of a simulation of FIG 4 with a 3-mass oscillator, whereby the lower natural frequency is damped with this method.
  • a speed setpoint jump to 10 1 / s is carried out and a sudden load torque of 2 Nm is applied at 0.3s.
  • the angular velocity actual value ⁇ manure has the number 100 here
  • the angular velocity Setpoint value ⁇ Lsoll here has the number 101
  • the signal Df all i.e. the damping value
  • the load torque M L has the number 103
  • the actual motor torque value M ist has the number 104
  • the (actual) spring torque M F becomes referred to as 105.
  • the natural vibrations have no inherent damping.
  • the controller dampens well in both the command behavior and the load behavior. The damping is also effective without changing the setting if the natural frequencies of the path change.
  • the advantage of this invention is that load oscillations can be damped without having to operate an additional measuring device.
  • this solution is more robust compared to other solutions, for example, because it only accesses existing measured variables and the unchangeable motor inertia torque J M.
  • the load properties (spring stiffness, load inertia) no longer play a role.
  • the path influences the natural frequency and thus also the optimal setting of the feedback gain and the bandpass, but you can choose robust settings here, because the damping effect is retained even if the setting is not optimal, even if not quite as strong.
  • the invention can be used in particular in connection with the APC system, as well as with any other system.

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Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung, welche sich insbesondere zur Durchführung des Verfahrens eignet, zur Dämpfung von Lastschwingungen in einer Lastmechanik mit einem geregelten Antrieb, bei dem eine Last mechanisch mit einem Motor über ein Federelement gekoppelt ist.
  • In der Antriebsregelung wird häufig eine Last 2 über eine Welle 4 von einem geregelten Antrieb, bestehend aus einem Stellglied, beispielsweise ein Stromrichtergerät, und einem Motor 6, bewegt. Eine derartige Antriebskonfiguration ist in der FIG 1 näher dargestellt. Eine weitere Antriebskonfiguration ist in der FIG 2 schematisch veranschaulicht. Bei dieser weiteren Antriebskonfiguration wird die Last 2 über ein Getriebe 8 vom Motor 6 eines geregelten Antriebs bewegt. Dabei ist es unerheblich, ob es sich beim Motor 6 oder Last 2 um eine lineare oder eine rotatorische Bewegung handelt und ob das Getriebe 8 eine rotierende Bewegung in eine lineare Bewegung umsetzt oder umgekehrt, ob eine rotierende Bewegung in eine andere rotierende Bewegung oder eine lineare Bewegung in eine andere lineare Bewegung umgesetzt werden.
  • In der FIG 3 ist ein Blockschaltbild einer Regelungsstrecke für eine dominante Eigenfrequenz näher dargestellt. Bei diesem Blockschaltbild ist mit 10 ein Stromregler, mit 12 ein erster Integrator, mit 14 ein zweiter Integrator, mit 16 ein dritter Integrator, mit 18 ein vierter Integrator und mit 20 ein Subtrahierer und 22 ein Addierer bezeichnet. Dem Stromregler 10 wird ein Motormoment-Sollwert Msoll zugeführt. Der Subtrahierer 20 ist zwischen dem Stromregler 10 und dem ersten Integrator 12 angeordnet. Am Ausgang dieses ersten Integrators steht ein Winkelgeschwindigkeit-Istwert ωMist bzw. der Motordrehzahl-Istwert an, der dem zweiten Integrator 14 zugeführt ist. Ausgangsseitig dieses zweiten Integrators steht ein Winkel-Istwert ΦMist bzw. Motorlage-Istwert an, der einen ersten Eingang des Addierers 22 zugeführt ist. Der invertierende Eingang dieses Addierers 22 ist mit einem Ausgang des vierten Integrators verbunden, der eingangsseitig mit einem Ausgang des dritten Integrators 16 verknüpft ist. Am Ausgang des dritten Integrators steht ein Lastdrehzahl-Istwert ωList an, wogegen am Ausgang des vierten Integrators 18 ein Lastlage-Istwert ΦList ansteht. Diese beiden Integratoren 12 und 14 bilden eine Motormechanik 24, wogegen die beiden Integratoren 16 und 18 eine Lastmechanik 26 veranschaulichen. Die Motormechanik 24 und die Lastmechanik 26 sind mittels einer Welle 4 bzw. eines Getriebes 8 miteinander gekoppelt. Regelungstechnisch ist diese mechanische Kopplung durch eine Federkomponente 28 veranschaulicht, deren Proportionalitätsfaktor korrespondierend zur Elastizität der Welle 4 bzw. des Getriebes 8 ist. Der am Ausgang des vierten Integrators 18 anstehende Lastlage-Istwert ΦList wird auf dem Addierer 22 gegengekoppelt aufgeschaltet. Das Federdrehmoment MF der Federkomponente 28 wird auf den Subtrahierer 20, an dem ein Motordrehmoment-Istwert Mist ansteht, geschaltet. Außerdem wird das Federdrehmoment MF mittels eines weiteren Addierers 29 auf ein Lastdrehmoment ML geschaltet.
  • Bei bestimmten Verhältnissen von Motor- und Lastträgheit und der Elastizität der Welle 4 bzw. des Getriebes 8 entstehen niederfrequente Schwingungen zwischen Motor 6 und Last 2, die auch als Lastschwingungen bezeichnet werden. Diese Lastschwingungen sind häufig sehr störend und regelungstechnisch schwer beherrschbar.
  • Die folgenden Ausführungen werden zur Veranschaulichung auf rotierende Bewegungen beschränkt, die Überlegungen gelten aber in gleicher Weise auch für lineare oder gemischt lineare/rotierende Bewegungen.
  • Häufig setzt man bei schwingungsfähigen Systemen Zustandsregler zur Dämpfung solcher Lastschwingungen ein. Diese Regler sind allerdings häufig so komplex, dass eine Anwendung nur durch akademische Regelungsspezialisten möglich ist. Für eine breite Produktlösung, vor allem mit Hinblick auf eine einfache Inbetriebnahme, scheinen solche Zustandsregler daher ungeeignet. Bei Versagen einer solchen automatischen Inbetriebnahme ist ein händisches Eingreifen nur noch durch Fachleute möglich. Ein Problem der Inbetriebnahme eines Zustandsreglers ist, dass man mehrere Rückführungen gleichzeitig verstellen muss, da sich die Rückführungen gegenseitig beeinflussen. Dieses Problem hat man prinzipiell auch, wenn man Aufschaltwerte auf das Drehmoment erzeugt, da ein Drehzahlregler die Aufschaltung zum Teil wieder wegregelt und damit beeinflusst. Dies könnte man verhindern, wenn man den Motordrehzahlregler langsam eingestellt, allerdings muss man dann mit einem langsamen und wenig steifen Regler leben. Ein gutes Störverhalten gelingt damit kaum. In Fachbeiträgen wird öfters der "virtuelle Sensor" propagiert, der mit einem gesteuerten Modell der schwingungsfähigen Strecke die fehlende Messgröße beschaffen soll. Diese Ansätze sind aufwändig und wenig robust gegen Streckenänderungen.
  • Eine andere bekannte Lösung benutzt eine Differenzdrehzahl- und Differenzlagerückführung auf den Winkelgeschwindigkeit - Sollwert des Motors 6. Außerdem liefert auch ein überlagerter Motordrehzahlregler einen Winkelgeschwindigkeit-Sollwert, der zu der Differenzdrehzahl- und Differenzlagerückführung addiert wird. Damit erhält man eine ähnlich komplexe Struktur, wie die des klassischen Zustandsreglers, dessen Einstellung schwierig ist. Da der Motordrehzahlregler die Rückführungswerte zum Teil kompensiert, beeinflusst die Einstellung des Motordrehzahlreglers die Wirkung der Aufschaltung im Allgemeinen stark.
  • Ein Ausweg könnte sein, direkt die Lastdrehzahl ohne Motordrehzahlregler zu regeln. Aber auch das ist problematisch, denn hierbei weist die Regelungsstrecke drei Pole am Stabilitätsrand auf und verfügt über keine Nullstelle, was eine stabile Regelung nur in einem schmalen Band möglich macht.
  • Nur als Hinweis sei hier angemerkt, dass ein weiterer Pol am Stabilitätsrand durch einen I-Anteil des Reglers hinzukommt. Damit ist eine Inbetriebnahme schwierig.
  • Zurzeit gibt es keine Maßnahmen zur aktiven Dämpfung von Lastschwingungen ohne Lastmessung. Setzt man keine Maßnahmen zur aktiven Bedämpfung von Lastschwingungen ein, so muss man durch die Bewegungsführung eine Anregung der Schwingung vermeiden. Dies hat zur Folge, dass Bewegungsvorgänge vergleichsweise lange dauern und dass man nur eine geringe Regelungssteifigkeit erzielen kann. Störungen können dann Schwingungen anregen, die nicht aktiv bekämpft werden. Es gibt zwar Sollwertfilter die für alle Größen der Bahnvorgabe angewendet werden müssten, um die Anregung der Schwingung durch Sollwertänderungen zu vermeiden. Eine Anregung durch eine Lastmomentänderung / Störung wird damit aber nicht gedämpft.
  • Eine aktive Bedämpfung schwach gedämpfter Eigenfrequenzen durch Makroaktoren kann beispielsweise durch ein Verfahren erfolgen, das in der deutschen Patentschrift 102 46 093 C1 beschrieben und auch unter dem Namen APC (Advanced Position Control) bekannt ist. In manchen Fällen ist jedoch die aktive Bedämpfung nicht oder nur sehr schwer möglich.
  • Aus der Druckschrift DE 101 37 496 A1 sind ein Verfahren und eine Regelungsstruktur zur Dämpfung von niederfrequenten Lastschwingungen bei Antrieben mit Motor und Last bekannt. Es erfolgt eine Aufteilung der Reglerkaskaden und eine Bedämpfung der Schwingung erst im Lastdrehzahlregler. Dabei wird als Aufschaltpunkt für eine Lastbeschleunigung nicht das Motordrehmoment, sondern ein Motordrehzahlsollwert eines schnell geregelten Motordrehzahlreglers gewählt.
  • Ferner offenbart die Druckschrift DE 103 40 400 A1 ein Verfahren zur Dämpfung von niederfrequenten Lastschwingungen bei einem geregelten Antrieb, bei dem eine Last mechanisch mit einem Motor gekoppelt ist. Aus einem Signal eines Drehzahlregelkreises des geregelten Antriebs wird ein Eigenfrequenz-Signal mit einer Eigenfrequenz wenigstens einer zu dämpfenden niederfrequenten Lastschwingung ermittelt. Außerdem wird dieses Eigenfrequenz-Signal in Abhängigkeit eines vorbestimmten Dämpfungsgrades verstärkt und dieses verstärkte Signal wird auf einen vorbestimmten Motordrehzahl-Sollwert gegengekoppelt aufgeschaltet. Somit erhält man ein Verfahren zur Dämpfung niederfrequenter Lastschwingungen, das nicht mehr auf Signale des Lastkreises angewiesen ist und das integraler Bestandteil einer Antriebsregelung eines geregelten Antriebs ist.
  • Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, eine Möglichkeit zur Dämpfung von niederfrequenten Lastschwingungen bei Antrieben mit Motor und Last zu finden, die bei guten Regelungsergebnissen auch eine einfache Inbetriebnahme ermöglichen.
  • Die auf das Verfahren bezogene Aufgabe wird gelöst durch die Angabe eines Verfahrens zur Dämpfung von Lastschwingungen in einer Lastmechanik mit einem geregelten Antrieb, bei dem eine Last mechanisch mit einem Motor über ein Federelement gekoppelt ist, mit den Schritten:
    • Ermittlung zumindest eines Winkelgeschwindigkeit-Istwerts,
    • Bestimmung eines Motorträgheitsmoments,
    • Ermittlung eines Motordrehmoment-Werts, insbesondere eines Motordrehmoment-Istwerts,
    • Berechnung eines Federdrehmoments aus dem Winkelgeschwindigkeit-Istwert, dem Motorträgheitsdrehmoment sowie dem Motordrehmoment-Istwert,
    • Zuführen des Federdrehmoments zu einer Dämpferaufschaltung zur Dämpfung der Lastschwingungen.
  • Die auf die Vorrichtung bezogene Aufgabe wird gelöst durch die Angabe einer Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen in einer Lastmechanik mit einem geregelten Antrieb, bei dem eine Last mechanisch mit einem Motor über ein Federelement gekoppelt ist, wobei die Ermittlung zumindest eines Winkelgeschwindigkeit-Istwerts sowie eines Motordrehmoment-Werts, insbesondere eines Motordrehmoment-Istwerts und eine Bestimmung eines Motorträgheitsmoments vorgesehen ist, und wobei anschließend eine Berechnung eines Federdrehmoments aus dem Winkelgeschwindigkeit-Istwert, dem Motorträgheitsdrehmoment sowie dem Motordrehmoment-Istwert, sowie eine Zuführung dieses Federdrehmoments zu einer Dämpferaufschaltung zur Dämpfung der Lastschwingungen vorgesehen ist.
  • Insbesondere eignet sich die Vorrichtung zur Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens.
  • Es wurde erkannt, dass das Federdrehmoment also einen von zwei Bestandteilen darstellt, der zur Lastbeschleunigung führt. Das Federdrehmoment enthält nämlich den Anteil der Lastbeschleunigung, der zur Schwingung führt, während der Anteil des Lastdrehmoments normalerweise unabhängig von der Schwingung ist. Dadurch kann das Federdrehmoment zur Lastschwingungsdämpfung herangezogen werden. Als Eingangsgrößen sind nur der Motordrehmoment-Wert, die Winkelgeschwindigkeit-Istwert und das Motorträgheitsdrehmoment notwendig, die üblicherweise bekannt sind bzw. als berechnete Größen oder als Messgrößen vorliegen.
  • Durch die Erfindung kann man die Beschleunigung isolieren, die die Lastschwingung anfacht. Dadurch kann man diese für die Dämpfung in gleicher Weise wie die Istwerte auf der Lastseite heranziehen. Die vorhandene Infrastruktur zur Schwingungsdämpfung kann dann mit wenig Zusatzaufwand genutzt werden.
  • Der Vorteil dieser Lösung ist, dass man Lastschwingungen dämpfen kann, ohne zusätzliche Messeinrichtungen betreiben zu müssen. Außerdem ist diese Lösung im Vergleich zu anderen Lösungen robuster, weil sie nur auf vorhandene Messgrößen und das nichtveränderliche Motorträgheitsdrehmoment zugreift. Die Lasteigenschaften (Federsteifigkeit, Lastträgheit) spielen keine Rolle mehr. Natürlich beeinflusst die Strecke die Eigenfrequenz und damit auch die optimale Einstellung der Rückführverstärkung, man kann hier aber robuste Einstellungen wählen, denn die Dämpfungswirkung bleibt auch bei nicht optimaler Einstellung erhalten. Das Verfahren/Vorrichtung kann mit nur wenigen Anpassungen in die bisherige Struktur anderer bekannter Dämpfungsverfahren integriert werden, wodurch die bekannten Einstellvorschriften angewandt werden können.
  • Es ist zu beachten, dass das Motorträgheitsdrehmoment lediglich bestimmt werden muss. Dies kann auch z.B. durch Nachlesen der Angaben im Betriebshandbuch etc. bewerkstelligt werden, da viele Motorhersteller das Motorträgheitsdrehmoment angeben.
  • Der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert, kann hier entweder als Istwert aus dem Modell kommen oder auch ein Sollwert sein. Letzteres ist insbesondere dann der Fall, wenn der Regler schnell genug ausregelt und die Differenz keine große Rolle spielt. Ggf. kann auch bei dem Motordrehzahl-Istwert der Motordrehzahl-Sollwert herangezogen werden.
  • In den Unteransprüchen sind weitere vorteilhafte Maßnahmen aufgelistet, die beliebig miteinander kombiniert werden können, um weitere Vorteile zu erzielen.
  • Bevorzugt erfolgt zunächst eine Ermittlung zumindest des Winkel-Istwerts durch einen Sensor und/oder ein Messsystem, wobei aus diesem der Winkelgeschwindigkeit-Istwert ermittelt wird. Die Erfindung kann vorteilhafterweise an die bisher bekannten Verfahren, z.B. das APC-System zur Schwingungsdämpfung adaptiert werden, da diese mit einem Sensor/Messsystem auf der Lastseite arbeiten. Dieser Sensor beschafft dann die Lastdrehzahl oder die Lastbeschleunigung, die dann auf den Winkelgeschwindigkeit-Sollwert zurückgeführt wird. In die vorhandene Infrastruktur zur Schwingungsdämpfung kann dann mit wenig Zusatzaufwand die Erfindung integriert werden.
  • In einer bevorzugten Ausgestaltung wird ein erster Zwischenwert durch Anwendung der Differentiation erster Ordnung nach der Zeit auf den Winkelgeschwindigkeit-Istwert und Beaufschlagung, insbesondere Multiplikation, mit dem Motorträgheitsdrehmoment ermittelt. Dabei ist zu beachten, dass das Motorträgheitsdrehmoment eine Konstante ist. Daher kann die Differentiation erster Ordnung nach der Zeit auf den Winkelgeschwindigkeit-Istwert nach oder vor der Multiplikation mit dem Motorträgheitsdrehmoment angewendet werden.
  • In bevorzugter Ausgestaltung umfasst die Lastmechanik zudem noch ein Motormodell mit Stromregler, welcher dem geregelten Antrieb vorgeschaltet ist und aus welchem der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert bestimmt wird. Normalerweise wird der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert aus dem gemessenen Strom und dem Motormodell bestimmt. Diese kann auch mit einem geberlosen Motormodell erzeugt worden sein, sodass nicht einmal ein Motorgeber zwingend notwendig ist. Natürlich können weniger dynamische Modell-Istwerte nur zum Dämpfen für entsprechend niedrigere Frequenzen eingesetzt werden.
  • Bevorzugt wird der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert einer Filterung, insbesondere einer Glättung, d.h. einem Filter mit Glättungsfunktion, zum Bilden eines zweiten Zwischenwerts zugeführt. Das Federdrehmoment wird hier geglättet erzeugt, weil zur Differenzierung eine Glättung sinnvoll ist, um das Rauschen zu entfernen.
  • In einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel werden der erste Zwischenwert und der zweite Zwischenwert einem Subtrahierer zum Berechnen des Federdrehmoments zugeführt. Dabei ergibt sich das Federdrehmoment durch die Subtraktion des ersten Zwischenwerts vom zweiten Zwischenwert.
  • Bevorzugt wird ein erster Zwischenwert durch Multiplikation des differenzierten Winkelgeschwindigkeit-Istwerts mit dem Motorträgheitsdrehmoment ermittelt und ein zweiter Zwischenwert durch den Motordrehmoment-Wert, insbesondere den Motordrehmoment-Istwert bestimmt, wobei der erste Zwischenwert und der zweite Zwischenwert einem Subtrahierer zum Berechnen des Federdrehmoments zugeführt werden.
  • Bevorzugt besteht die Dämpferaufschaltung aus zumindest zwei Dämpferpassagen. Zumindest einer der beiden Dämpferpassagen wird ein integrales Federmoment zugeführt. Dies wird erreicht, indem zur Bestimmung eines dritten Zwischenwertes der ermittelte Winkelgeschwindigkeit-Istwert mit dem Motorträgheitsmoment multipliziert und anschließend einen Hochpassfilter zuführt wird. Zudem wird zur Bestimmung eines vierten Zwischenwertes der ermittelte Motordrehmoment-Wert, insbesondere der ermittelte Motordrehmoment-Istwert ohne Offset integriert. Zur Bestimmung des integralen Federmoments werden dann der dritte und der vierte Zwischenwert einem Subtrahierer zugeführt. Das Ergebnis wird nun der zweiten Dämpferpassage zugeführt.
  • Bevorzugt wird das Federdrehmoment einem APC-System als Dämpferaufschaltung zugeführt. Es kann aber auch jedem anderen System zur Dämpfung zugeführt werden.
  • In bevorzugter Ausgestaltung wird die Dämpferaufschaltung durch zumindest eine erste Dämpfungspassage ausgestaltet, zum Ermitteln zumindest einer Dämpfungsfrequenz mit einer Eigenfrequenz zum Bedämpfen wenigstens einer Lastschwingung, insbesondere durch gegengekoppelte Aufschaltung auf einen vorbestimmten Winkelgeschwindigkeit-Sollwert. Bevorzugt weist die erste Dämpfungspassage eingangsseitig zumindest einen ersten Bandpass auf, welchem zumindest das Federdrehmoment zugeführt wird. Mit einem Bandpass werden die Frequenzbereiche ausgewählt, in denen die Dämpfung wirken soll, um Rückwirkungen auf andere Frequenzbereiche zu vermeiden z. B. weil noch weitere Eigenfrequenzen vorhanden sind, die durch die Dämpfung angefacht werden können. D.h. ein (weiterer) Bandpass filtert dann den entsprechenden Bereich heraus. Es hat sich gezeigt, dass für weitere Eigenfrequenzen ggf. nicht die Lastbeschleunigung, sondern die Lastdrehzahl zurückgeführt werden muss.
  • Weitere Merkmale, Eigenschaften und Vorteile der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf die beiliegende Figuren. Darin zeigen schematisch:
    • FIG 1
    eine erste Antriebskonfiguration mit Motor und Last,
    FIG 2
    eine zweite Antriebskonfiguration mit Motor und Last,
    FIG 3
    ein Blockschaltbild einer Regelungsstrecke für eine dominante Eigenfrequenz,
    FIG 4
    ein erstes Funktionsschaubild einer Vorrichtung zur Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens bei einem geregelten Antrieb,
    FIG 5
    ein zweites Funktionsschaubild einer Vorrichtung zur Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens bei einem geregelten Antrieb,
    FIG 6
    Ergebnis eines Beispiels mit erfindungsgemäßer Dämpfung.
  • Obwohl die Erfindung im Detail durch die bevorzugten Ausführungsbeispiele näher illustriert und beschrieben wurde, ist die Erfindung nicht durch die offenbarten Beispiele eingeschränkt. Variationen hiervon können vom Fachmann abgeleitet werden, ohne den Schutzumfang der Erfindung, wie er durch die nachfolgenden Patentansprüche definiert wird, zu verlassen.
  • In der FIG 4 ist eine Antriebsregeleinrichtung 30 eines geregelten Antriebs 32 mit Motor 6 und Last 2 näher dargestellt, wobei Teile dieser Antriebsregeleinrichtung 30 detaillierter dargestellt sind. Eine handelsübliche Antriebsregeleinrichtung 30 weist ein Stellglied 34, beispielsweise ein Stromrichter, insbesondere ein selbstgeführter Pulswechselrichter, und eine Regelung 36 auf. Diese Regelung 36 besteht beispielsweise aus einem Motormodell mit Stromregler 38, einem Drehzahlregelkreis 40 und einem Lageregelkreis 42. Diese Regelkreise 38, 40 und 42 bilden eine Regeldämpferpassage.
  • D.h., dem Drehzahlregelkreis 40 ist der Lageregelkreis 42 überlagert und dem Motormodell mit Stromregler 38 ist der Drehzahlregelkreis 40 überlagert. Die Regelkreise 38 und 42 sind hier im Einzelnen nicht angegeben, da diese zum Verständnis der Erfindung nicht benötigt werden.
  • Außerdem weist diese Antriebsregeleinrichtung 30 eine Dämpferaufschaltung 44 auf, die ausgangsseitig mittels eines Addierers 46 auf einen bereitgestellten Winkelgeschwindigkeit -Sollwert ωLsoll aufgeschaltet wird. Dabei steht dieser Winkelgeschwindigkeit-Sollwert ωLsoll an einem nicht invertierenden Eingang an und die Dämpferaufschaltung 44 ist ausgangsseitig mit dem invertierenden Eingang des Addierers 46 verknüpft. Dadurch wird das Ausgangssignal Dfall der Dämpferaufschaltung 44 gegengekoppelt auf den Winkelgeschwindigkeit-Sollwert ωLsoll aufgeschaltet.
  • Der Drehzahlregelkreis 40 weist eingangsseitig einen Vergleicher 48 und ausgangsseitig einen Regler 50 auf. Dieser Regler 50 ist eingangsseitig mit einem Ausgang des Vergleichers 48 verknüpft. Mittels dieses Vergleichers 48 wird eine Regelabweichung, hier die Abweichung ωe eines Winkelgeschwindigkeit-Istwertes ωMist von einem vorbestimmten Winkelgeschwindigkeit-Sollwert ωLsoll, bestimmt. Mittels des Reglers 50 wird eine Stellgröße erzeugt, die so beschaffen ist, dass die Regelabweichung ωe zu Null wird. Damit ist dann der Winkelgeschwindigkeit -Istwert ωMist dem Winkelgeschwindigkeit-Sollwert ωLsoll nachgeführt. Als Stellgröße des Reglers 50 erhält man bei einem Drehzahlregelkreis 40 einen Motordrehmoment-Sollwert Msoll, dem beispielsweise ein Stördrehmoment MZ, z.B. Nutrasten, mittels eines Addierers 52 aufgeschaltet wird. Am Ausgang dieses Addierers 52 steht somit ein modifizierter Motordrehmoment -Sollwert M'soll an, der mittels eines Filters 54 mit einem Eingang des unterlagerten Motormodells mit Stromregler 38 verbunden ist.
  • Eingangsseitig wird der Dämpferaufschaltung 44 nun erfindungsgemäß das aktuelle Federdrehmoment MF zum Dämpfen zugeführt.
  • Erfindungsgemäß wurde erkannt, dass das Federdrehmoment MF also einen von zwei Bestandteilen darstellt, der zur Lastbeschleunigung führt. Dabei wurde erkannt, dass sich das Federdrehmoment MF mit folgender Gleichung ergibt: M F = M ist − J M ∗ dω Mist dt
    Figure imgb0001
     wobei
    • ωMist = Winkelgeschwindigkeit-Istwert,
    • JM = Motorträgheitsmoments,
    • Mist = Motordrehmoment-Istwert.
  • Das Federdrehmoment MF sorgt für die Beschleunigung der Lastseite. Ebenfalls wurde der Zusammenhang für die Lastbeschleunigung dω List dt
    Figure imgb0002
     erkannt: dω List dt = M F − M L
    Figure imgb0003
  • Das Federdrehmoment MF stellt also einen von zwei Bestandteilen dar, der zur Lastbeschleunigung dω List dt
    Figure imgb0004
     führt. Das Federdrehmoment MF enthält den Anteil der Lastbeschleunigung, der zur Schwingung führt, während der Lastdrehmomentanteil ML normalerweise unabhängig von der Schwingung ist. Dadurch kann das Federdrehmoment MF nach (1) zur Lastschwingungsdämpfung herangezogen werden. Als Eingangsgrößen ist nur der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert Mist, der Winkelgeschwindigkeit-Istwert ωMist und das Motorträgheitsdrehmoment JM notwendig, die üblicherweise bekannt sind, bzw. als berechnete Größen oder als Messgrößen vorliegen.
  • Ein Sensor oder ein Messsystem misst den Winkel-Istwert ΦMist aus dem der Winkelgeschwindigkeit-Istwert ωMist bestimmt wird.
  • D.h. die Motordrehzahl ist bekannt. Sie kann auch mit einem geberlosen Motormodell erzeugt worden sein, sodass nicht einmal ein Motorgeber zwingend notwendig ist. Natürlich können weniger dynamische Modell-Istwerte nur zum Dämpfen für entsprechend niedrigere Frequenzen eingesetzt werden. Dieser wird nun mit dem Motorträgheitsdrehmoment JM multipliziert mittels eines Multiplizierers 80. Anschließend wird das Ergebnis zur Bildung eines ersten Zwischenergebnisses ZW1 nach der Zeit t differenziert (Differenzierer 81). Auch kann selbstverständlich zuerst nach der Zeit t differenziert werden und anschließend mit dem Motorträgheitsdrehmoment JM multipliziert werden, da das Motorträgheitsdrehmoment JM eine Konstante ist.
  • Aus dem Motormodell mit Stromregler 38 und aus dem gemessenen Strom wird zudem der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert Mist bestimmt. Im geberlosen Betrieb wird der Winkelgeschwindigkeit-Istwert ωMist auch aus dem Motormodell bestimmt, ist aber normalerweise gegenüber einem gemessenen Wert verzögert. Das gilt aber nicht für den Motordrehmoment-Wert, insbesondere den Motordrehmoment-Istwert Mist, der auch im geberlosen Betrieb kaum verzögert vorliegt. Dieser wird einem Glättungsfilter 82; d.h. einem Filter mit Glättungsfunktion zur Bildung eines zweiten Zwischenwertes ZW2 zugeführt. Selbstverständlich können auch alle anderen geeigneten Filter herangezogen werden.
  • Die gebildeten Zwischenwerte ZW1 und ZW2 werden nun einem Subtrahierer 83 zugeführt. Dort wird der erste Zwischenwert ZW1 vom zweiten Zwischenwert ZW2 abgezogen und damit das Federdrehmoment MF gebildet. Dieses wird nun der Dämpferaufschaltung 44 zugeführt. Dabei besteht die Dämpferaufschaltung 44 aus zumindest einem oder mehreren Dämpferpassagen 561 und 562. Hier sind zwei Dämpferpassagen 561 und 562 aufgezeigt, die ausgangsseitig mittels eines weiteren Addierers 60 miteinander verknüpft sind.
  • Die Dämpferpassagen 561 bzw. 562 weisen eingangsseitig einen Bandpass 621 bzw. 622, dem ein Filter 641 bzw. 642 nachgeschaltet ist, und ausgangsseitig einen Verstärker 661 bzw. 662 auf, der eingangsseitig mit einem Ausgang des Filters 641 bzw. 642 verknüpft ist. Der Verstärker 661 bzw. 662 ist außerdem mit einem einstellbaren Faktor 681 bzw. 682 verbunden. Mittels dieser Dämpferaufschaltung 44 mit zwei Passagen sollen zwei Eigenfrequenzen f1 und f2 der niederfrequenten Lastschwingungen gedämpft werden, wobei diese beiden Eigenfrequenzen f1, f2 unterschiedlich bedämpft werden sollen, da den Verstärkern 661 und 662 jeweils unterschiedliche Verstärkungsfaktoren K1 und K2 zugeführt werden. Am Ausgang eines jeden Verstärkers 661 und 662 steht ein Ausgangssignal Df1 und Df2 der Dämpferpassagen 561 und 562 an. Diese Ausgangssignale Df1 und Df2 der Dämpferpassagen 561 und 562 werden mittels des Addierers 60 zum Ausgangssignal Dfall der Dämpferaufschaltung 44 zusammengesetzt.
  • Die im geregelten Antrieb 32 auftretenden niederfrequenten Lastschwingungen werden gemessen. Dabei werden im dargestellten Beispiel nur zwei Eigenfrequenzen f1 und f2 aus den niederfrequenten Lastschwingungen isoliert. Am Ausgang des Bandpasses 621 bzw. 622 steht ein bandpassgefilertes Signal Df1_0 bzw. Df2_0 an. Bei der Inbetriebnahme werden hier zumindest die Eigenfrequenzen f1 und f2 der auftretenden niederfrequenten Lastschwingungen gemessen. Anhand dieser Messungen wird zumindest ein Bandpass 621 einer Dämpferpassage 561 der Dämpferaufschaltung 44 so eingestellt, dass nur eine Eigenfrequenz f1 der Lastschwingung durchgelassen wird. Am Ausgang dieses Bandpasses 611 erhält man ein bandpassgefilertes Signal mit der Eigenfrequenz f1. In Abhängigkeit der Eigenfrequenz f1 und dem Grad der Dämpfung wird der Verstärkungsfaktor K1 entsprechend gewählt. Entsprechendes gilt für die Frequenz f2. Durch die gegengekoppelte Aufschaltung des Ausgangssignals Dfall der Dämpferaufschaltung 44 wird die Eigenfrequenz f1, f2 der niederfrequenten Lastschwingung gedämpft. Das Federdrehmoment MF wird hier erfindungsgemäß geglättet erzeugt, weil zur Differenzierung eine Glättung sinnvoll ist, um das Rauschen zu entfernen. Mit einem Bandpass 621,2 werden die Frequenzbereiche ausgewählt, in denen die Dämpfung wirken soll, um Rückwirkungen auf andere Frequenzbereiche zu vermeiden z. B. weil noch weitere Eigenfrequenzen vorhanden sind, die durch die Dämpfung angefacht werden können. Die Erfindung wurde -wie in FIG 6 beschrieben- erfolgreich erprobt.
  • FIG 5 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel. Auch hier ist die Dämpferaufschaltung 44 mit zwei Dämpferpassagen 561,2 ausgestaltet. Der zweiten Dämpferpassage 562 kann nun nicht das wie oben berechnete Federmoment MF, sondern die Drehzahl ∫ MF zugeführt werden. Dies wird erreicht, indem zur Bestimmung eines dritten Zwischenwertes ZW3 der ermittelte Winkelgeschwindigkeit-Istwert ωMist mit dem Motorträgheitsmoment JM multipliziert und anschließend einem Hochpassfilter 91 zuführt wird. Zudem wird zur Bestimmung eines vierten Zwischenwertes ZW4 der ermittelte Motordrehmoment-Wert, insbesondere der ermittelte Motordrehmoment-Istwert Mist ohne Offset integriert. Zur Bestimmung des integralen Federmoments ∫ MF werden dann der dritte Zwischenwert ZW3 und der vierte Zwischenwert ZW4 einem Subtrahierer 93 zugeführt. Dieses wird nun der zweiten Dämpferpassage 44 zugeführt.
  • Die zweite Dämpferpassage braucht hier daher nicht das Federdrehmoment MF (= Beschleunigung), sondern eine Drehzahl, also das Integral des Federdrehmoments MF mit einem nachgeschaltetem Hochpass. Weil der Differenzierer und der Integrator sich aufheben, kann man auch die Struktur neu zeichnen und die Glättung beim Differenzieren weglassen.
  • FIG 6 zeigt ein Ergebnis einer Simulation von FIG 4 mit einem 3-Massenschwinger, wobei die niedrigere Eigenfrequenz mit diesem Verfahren gedämpft wird. Anfangs wird ein Drehzahlsollwertsprung auf 10 1/s ausgeführt und bei 0.3s ein sprungförmiges Lastdrehmoment von 2 Nm aufgeschaltet. Die Winkelgeschwindigkeit-Istwert ωMist hat hier die Nummer 100, der Winkelgeschwindigkeit -Sollwert ωLsoll hat hier die Nummer 101, das Signal Dfall also der Dämpfungsaufschaltwert hat hier die Nummer 102, das Lastdrehmoment ML die Nummer 103, der Motordrehmoment-Istwert Mist hat die Nummer 104 und das (tatsächliche) Federdrehmoment MF wird als 105 bezeichnet. In der Simulation haben die Eigenschwingungen keine Eigendämpfung. Der Regler dämpft sowohl im Führungsverhalten, als auch im Lastverhalten gut. Die Dämpfung ist ohne Änderung der Einstellung auch wirksam, wenn sich die Eigenfrequenzen der Strecke ändern.
  • Der Vorteil dieser Erfindung ist, dass man Lastschwingungen dämpfen kann, ohne eine zusätzliche Messeinrichtung betreiben zu müssen. Außerdem ist diese Lösung im Vergleich zu z.B. anderen Lösungen robuster, weil sie nur auf vorhandene Messgrößen und das nichtveränderliche Motorträgheitsdrehmoment JM zugreift. Die Lasteigenschaften (Federsteifigkeit, Lastträgheit) spielen keine Rolle mehr. Natürlich beeinflusst die Strecke die Eigenfrequenz und damit auch die optimale Einstellung der Rückführverstärkung und des Bandpasses, man kann hier aber robuste Einstellungen wählen, denn die Dämpfungswirkung bleibt auch bei nicht optimaler Einstellung erhalten, wenn auch nicht ganz so stark. Die Erfindung kann insbesondere in Verbindung mit dem APC-System verwendet werden, als auch bei jedem anderen System zum Einsatz kommen.

Claims (22)

  1. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen in einer Lastmechanik (26) mit einem geregelten Antrieb (32), bei dem eine Last (2) mechanisch mit einem Motor (6) über ein Federelement (28) gekoppelt ist, durch
    - Ermittlung eines Motordrehmoment-Werts, insbesondere eines Motordrehmoment-Istwerts (Mist), gekennzeichnet durch
    - Zuführen eines Federdrehmoments (MF) zu einer Dämpferaufschaltung (44) zur Dämpfung der Lastschwingungen, mit
    - Ermittlung zumindest eines Winkelgeschwindigkeit-Istwerts (ωMist),
    - Bestimmung eines Motorträgheitsmoments (JM),
    - Berechnung des Federdrehmoments (MF) aus dem Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist), dem Motorträgheitsdrehmoment (JM) sowie dem Motordrehmoment-Istwert (Mist), mittels der Gleichung M F = M ist − J M ∗ dω Mist dt .
    Figure imgb0005
  2. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass zunächst eine Ermittlung zumindest des Winkel-Istwerts (ΦMist) durch einen Sensor und/oder ein Messsystem erfolgt und aus diesem der Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist) ermittelt wird.
  3. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass ein erster Zwischenwert (ZW1) durch Anwendung der Differentiation erster Ordnung nach der Zeit (t) auf den Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist) und Beaufschlagung, insbesondere Multiplikation, mit dem Motorträgheitsdrehmoment (JM) ermittelt wird.
  4. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Lastmechanik (26) zudem noch ein Motormodell mit Stromregler (38) umfasst, welcher dem geregelten Antrieb (32) vorgeschaltet ist und wobei aus dem gemessenen Strom und dem Motormodell mit Stromregler (38) der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert (Mist) bestimmt wird.
  5. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1-3,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Lastmechanik (26) zudem noch ein Motormodell mit Stromregler (38) umfasst, welcher dem geregelten Antrieb (32) vorgeschaltet ist und der Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist) im geberlosen Betrieb aus dem Motormodell berechnet wird.
  6. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 4 oder 5,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert (Mist) einer Filterung, insbesondere einer Glättung, zum Bilden eines zweiten Zwischenwerts (ZW2) zugeführt wird.
  7. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 6 und Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass der erste Zwischenwert (ZW1) und der zweite Zwischenwert (ZW2) einem Subtrahierer (83) zum Berechnen des Federdrehmoments (MF) zugeführt werden.
  8. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferaufschaltung (44) zumindest zwei Dämpferpassagen (561,2) aufweist, wobei zumindest einer der beiden Dämpferpassagen (561,2) ein integrales Federmoment (∫ MF ) zugeführt wird, indem
    - ein dritter Zwischenwert (ZW3) durch die Multiplikation des ermittelte Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist) mit dem Motorträgheitsmoment (JM) sowie anschließender Zuführung zu einem Hochpassfilter (91) bestimmt wird,
    - ein vierter Zwischenwert (ZW4) durch Integration (92) des ermittelten Motordrehmoment-Werts, insbesondere des ermittelten Motordrehmoment-Istwerts (Mist) ohne Offset bestimmt wird,
    - und indem zur Bestimmung des integralen Federmoments (∫ MF ) der dritte Zwischenwert (ZW3) und der vierte Zwischenwert (ZW4) einem Subtrahierer (93) zugeführt werden und anschließend das integrale Federmoment (∫ MF ) der zweiten Dämpferpassage (44) zugeführt wird.
  9. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass das Federdrehmoment (MF) einem APC-System als Dämpferaufschaltung zugeführt wird.
  10. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferaufschaltung (44) durch zumindest eine erste Dämpfungspassage (561, 562) ausgestaltet wird zum Ermitteln zumindest einer Dämpfungsfrequenz (Df1, Df2) mit einer Eigenfrequenz (f1, f2) zum Bedämpfen wenigstens einer Lastschwingung, insbesondere durch gegengekoppelte Aufschaltung auf einen vorbestimmten Winkelgeschwindigkeit-Sollwert (ωLsoll).
  11. Verfahren zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 10,
    dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpfungspassage (561, 562) eingangsseitig zumindest einen ersten Bandpass (621, 622) aufweist, welchem zumindest das Federdrehmoment (MF) zugeführt wird.
  12. Vorrichtung mit einer Dämpferaufschaltung (44) zur Dämpfung von Lastschwingungen umfassend einen geregelten Antrieb (32), bei dem eine Last (2) mechanisch mit einem Motor (6) über ein Federelement (28) gekoppelt ist, und wobei die Vorrichtung ausgebildet ist zur Ermittlung eines Motordrehmoment-Werts, insbesondere eines Motordrehmoment-Istwerts (Mist), gekennzeichnet durch eine Zuführung eines Federdrehmoments (MF) zu einer Dämpferaufschaltung (44) zur Dämpfung der Lastschwingungen, wobei die Vorrichtung ausgebildet ist zur Ermittlung zumindest eines Winkelgeschwindigkeit-Istwerts (ωMist) und einer Bestimmung eines Motorträgheitsmoments (JM), und anschließend einer Berechnung des Federdrehmoments (MF) aus dem Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist), dem Motorträgheitsdrehmoment (JM) sowie dem Motordrehmoment-Istwert (Mist), mittels der Gleichung M F = M ist − J M ∗ dω Mist dt
    Figure imgb0006
  13. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 12,
    dadurch gekennzeichnet, dass ein Sensor und/oder ein Messsystem zur Ermittlung zumindest des Winkel-Istwerts (ΦMist) vorgesehen ist, aus welchem der Winkelgeschwindigkeit-Istwerts (ωMist) ermittelbar ist.
  14. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 12 oder 13,
    dadurch gekennzeichnet, dass eine Berechnung eines ersten Zwischenwerts (ZW1) durch die Anwendung der Differentiation erster Ordnung nach der Zeit (t) auf den Winkelgeschwindigkeit-Istwert (ωMist) und Beaufschlagung, insbesondere Multiplikation, des Ergebnisses mit dem Motorträgheitsdrehmoment (JM) vorgesehen ist.
  15. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der Ansprüche 12-14,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Lastme chanik (26) zudem noch ein Motormodell mit Stromregler (38) umfasst, welcher dem geregelten Antrieb (32) vorgeschaltet ist, zur Bestimmung des Motordrehmoment-Werts, insbesondere des Motordrehmoment-Istwerts (Mist).
  16. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach der Anspruch 15,
    dadurch gekennzeichnet, dass zum Bilden eines zweiten Zwischenwerts (ZW2) eine Zuführung des Motordrehmoment-Werts, insbesondere des Motordrehmoment-Istwerts (Mist)zu einem Filter, insbesondere einem Filter mit einer Glättungsfunktion, vorgesehen ist.
  17. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 16 und Anspruch 14,
    dadurch gekennzeichnet, dass eine Berechnung des Federdrehmoments (MF) durch Zuführen des ersten Zwischenwerts (ZW1) und des zweiten Zwischenwerts (ZW2) zu einem Subtrahierer (83) vorgesehen ist.
  18. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche 12-17,
    dadurch gekennzeichnet, dass ein APC-System als Dämpferaufschaltung zur Zuführung des Federdrehmoments (MF) vorgesehen ist.
  19. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche 12-18,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferaufschaltung (44) durch zumindest eine erste Dämpfungspassage (561, 562) ausgestaltet ist zum Ermitteln zumindest einer Dämpfungsfrequenz (Df1, Df2) mit einer Eigenfrequenz (f1, f2) zum Bedämpfen wenigstens einer Lastschwingung, insbesondere durch gegengekoppelte Aufschaltung auf einen vorbestimmten Winkelgeschwindigkeit-Sollwert (ωLsoll).
  20. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 19,
    dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpfungspassage (561, 562) eingangsseitig zumindest einen ersten Bandpass (621, 622) aufweist zum Zuführen zumindest des Federdrehmoments (MF).
  21. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche 12-20,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Lastmechanik (26) zudem noch ein Motormodell mit Stromregler (38) umfasst, welcher dem geregelten Antrieb (32) vorgeschaltet ist und der Motordrehmoment-Wert, insbesondere der Motordrehmoment-Istwert (Mist)im geberlosen Betrieb aus dem Motormodell berechenbar ist.
  22. Vorrichtung zur Dämpfung von Lastschwingungen nach Anspruch 12,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferaufschaltung (44) zumindest zwei Dämpferpassagen (561,2) aufweist, wobei zumindest einer der beiden Dämpferpassagen (561,2) ein integrale Federmoment (∫ MF ) zuführbar ist, umfassend:
    - einem dritten Zwischenwert (ZW3), welcher durch die Multiplikation des ermittelte Winkelgeschwindigkeit-Istwerts (ωMist) mit dem Motorträgheitsmoment (JM) sowie anschließender Zuführung zu einem Hochpassfilter (91) bestimmbar ist,
    - einem vierten Zwischenwert (ZW4), welcher durch Integration (92) des ermittelten Motordrehmoment-Werts, insbesondere des ermittelten Motordrehmoment-Istwerts (Mist) ohne Offset bestimmbar ist,
    - und wobei das integrales Federmoment (∫ MF ) durch Zuführung des dritten Zwischenwerts (ZW3) und des vierten Zwischenwerts (ZW4) zu einem Subtrahierer (93) bestimmbar ist und das integrale Federmoment (∫ MF ) nun der zweiten Dämpferpassage (44) zuführbar ist.
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